Кинематический и энергетический расчеты приводной станции

ВВЕДЕНИЕ

 

Технологический уровень  всех отраслей народного хозяйства  в значительной мере зависит и  определяется уровнем развития машиностроения. На основе развития машиностроения осуществляется комплексная механизация и автоматизация  производственных процессов в сельском хозяйстве.

Заданием на курсовой проект предусмотрено спроектировать приводную  станцию .

Приводная станция включает в себя электродвигатель, ременную передачу редуктор 2-х ступенчатый с цилиндрическими колесами.

Привод служит для передачи крутящего момента от электродвигателя к исполнительному механизму и позволяет увеличить крутящий момент  за счет уменьшения частоты вращения. К тому же за счет приводной станции достигается необходимая частота вращения вала рабочей машины.

В результате на выходе из редуктора  получаем большой крутящий момент и необходимую частоту вращения.

В целом выполнение расчетов и графической части проекта закрепляет полученные теоретические знания изучаемой дисциплиной “Детали машин”.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

1.Кинематический и энергетический расчеты приводной станции.

1.1 КПД привода

где , , , ,средние значения потерь на трение в ременной, зубчатых передачах,  паре подшипников и соединительной муфте.

Принимая = 0,95, = 0,97, = 0,999 и табл. 1 [1], получаем

η_общ =0,95=0,876

 

1.2 Требуемая мощность электродвигателя

 

где - мощность затрачиваемая на технологический процесс в льномолотилка (см. лист задания),

 кВт

 

1.3 Из таблицы 1 [1] ориентировочные значения передаточных чисел

 

Здесь передаточные числа ступеней редуктора, индексы соответствуют: 1 – быстроходной и 2 – тихоходной ступени редуктора

 

1.4 Ориентировочная частота вращения вала электродвигателя

 

По  и выбираем асинхронный короткозамкнутый 3-х фазный серии 4А    электродвигатель 4А100L2  с ; кВт, диаметр вала электродвигателя =28 мм [7]

 

 

1.5 Уточненное значение передаточного числа привода и его ступеней

 

, с целью обеспечения смазывания зацеплений окунанием колес в масляную ванну, оставляем  и принимаем и ,5

тогда

 

 

 

 

 

1.6 Частоты вращения валов

     - ведущего (входного)

 

- промежуточного 

 

- выходного 

 

 

1.7 Мощность на валах

   - ведущего (входного)

 

- промежуточного 

 

- выходного 

 

 

1.8 Моменты на валах

- на входном 

 

- на промежуточном (под шестерней тихоходной ступни)

 

- на выходном 

 

 

1.9 Ориентировочный расчет диаметров валов.

 

 

где - соответствующее значение момента на валах,

 допускаемое условное напряжение  при кручении, МПа.  =15-25 МПа из [8] стр. 381

 

 

 

- входной конец ведущего  вала

 _{принимаем 24 мм}

_{- под шестерней  тихоходной ступени  зубчатого зацепления}

  _{принимаем 32 мм}

_{- выходной конец  тихоходного вала}

_{принимаем 44 мм}

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

2. Расчет ременной передачи.

2.1 Момент на ведущем шкиве

 

2.  По табл. 6.11 [2] для выбираем сечение ремня “А” и определяем диаметр малого (ведущего) шкива приняв коэффициент , (стр.157 [2]):

=3,5=86,6 мм

Согласно рекомендациям, приведенным в табл. 6.8 [2] и условием минимизации габаритов передачи принимаем .

3. Диаметр большого шкива

 

Принимаем по ГОСТу 20899 – 98

4. Уточненная частота вращения входного вала редуктора, принимая коэффициент скольжения ε = 0,02 (стр. 161 [2])

 

 

 

5.  Передаточное число

 

 

 

Отклонение от заданного:

 

 

Отклонение отсутствует 

6. Скорость ремня:

=

2.7 Предварительное значение  межосевого расстояния

 

 

где h=8 мм сечения А принято из табл. 6.6 [2]

Устанавливаем =170 мм.

2.8 Длину и число пробегов ремня:

 

 

По табл. 6.6 [2] принимаем 900 мм.

 

=

=

передача не работоспособна, поэтому при неизменном и ограничении до 9

 

2.9 Принимаем стандартное ( табл. 6.6 [2])

 

2.10 Уточненное значение межосевого расстояния

, здесь

 

 

Тогда

 

11. Из табл. 6.8 [2] интерполированием номинальная мощность, передаваемая одним ремнем:

 

12.  Угол обхвата ремнем ведущего шкива

 

 

По углу обхвата  передача работоспособна.

13. Поправочные коэффициенты

-     угла обхвата

=

• скоростной  коэффициент

 

• режима работы, по табл. 6.5 [2] 
• наклона передачи к горизонту, табл.8 [4]
• длины ремня (табл. 6.13 [2] ), по отношению

(здесь  – длина стандартного ремня по нейтральному слою, табл. 12.1 [3])

  и  

14. Допускаемая мощность на один клиновой ремень

 

 кВт

15. Число ремней

 

, устанавливаем 

16. Нагрузка на вал от ремней при площади сечения ремня “А” А=81 и напряжения в ремне от предварительного натяжения .

 

 

 

17.  Размер канавок и ширина шкивов [4] в мм

Диаметр ролика d = 12 мм и расстояние x = 8,5 мм

b = 3,3; h = 8,7; = 102,0; e = 150,3;

+ e(Z – 1);

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Рисунок 2.2 К определению размеров шкивов.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

3. Материалы, термообработка и допускаемые напряжения для зубчатых колес.

 

3.1 Обоснование выбора  материала.

Предполагая, что диаметр  колес проектируемого редуктора  > 150 мм и они изготавливаются штамповкой, принимаем для шестерен ( меньшее звено в зубчатом зацеплении ) и колес обоих ступеней редуктора сталь 40Х. Этим уменьшается номенклатура используемых материалов (сталей).

 

3.2 Механические характеристики.

С учетом того, что зубья  шестерни работают интенсивнее зубьев колес (зуб шестерни в передаточное число чаще зацепляется с зубом  колеса ), чтобы исключить заедание и обеспечить приблизительно одинаковую усталостную прочность рабочих  поверхностей обычно нижний предел твердости  шестерни на 30 – 50 единиц выше верхнего предела твердости колеса. (стр.270 [8])  Пользуясь талб. П. 3.1 [1] устанавливаем следующие механические характеристики материалов шестерни и колеса, при термообработке – улучшение (см. таблицу 3.1)

Таблица 3.1

Зубчатое звено	Твердость НВ	Предел прочности , МПа	Предел текучести , МПа
шестерня	260…280	930	690
колесо	220…270	790	540

 

3.3 Допускаемые напряжения  контактной выносливости.

,

где  - коэффициент влияния твердости на контактную выносливость (лист 4.2 [1] = 2, передача не реверсивная);

1(2) – индексы соответствующие 1 – шестерни и 2 – колесу;

НВ – твердость зубьев ( ; )

  – базовое число циклов контактных испытаний

,тогда

                                

Условие соблюдается.

n – частота вращения ( для тихоходной ступени и );

Lh – срок службы передачи ( Lh = 2,2, по заданию);

     – коэффициент эквивалентности ( = 0,5 по табл. 4.1.1 [1])

 

 

Тогда

 

 

 

т.е. 540= 536,5 930, устанавливаем

     470= 548,5 930, устанавливаем

Так как для быстроходной ступени , ,

что дает

 

540=

470=

 

Устанавливаем = 540 МПа и

3.4 Допускаемые напряжения  изгибной выносливости

 

где - коэффициент влияния твердости на изгибную выносливость ( = 1 [1] лист 4.2);

  – базовое число циклов изгибных испытаний ( [1] лист 4.2);

  - коэффициент эквивалентности ( [1] табл. 4.1.1).

Остальные составляющие описаны  в п. 3.3

- для тихоходной ступени

 

 

       270= 223,4 552, устанавливаем  =270 МПа

       235= 239,2 432, устанавливаем  =239,2 МПа

- для быстроходной ступени  значения допустимых напряжений  изгибной выносливости те же, так как частота вращения элементов  ( шестерни и колеса) увеличивается  и соответственно значение выражения  уменьшается и еще в большей  степени уводит в несоответствие  левой стороны неравенства.

4.Расчет цилиндрических передач редуктора.

4.1Тихоходная ступень

 

 

P₂; n₂ (n_пр); Z₁ ; HB₁ 

 

 

Рисунок 4.1 Расчетная схема цилиндрической передачи.

 

Расчет тихоходной ступени.

4.1.1 Межосевое расстояние прямозубой зубчатой передачи выполненной без смещения

 

где  - коэффициент нагрузки при контактных расчетах зубчатых передач    ( предварительно =1,3 пункт 1.6, лист 4.2 [1]);

- коэффициент  ширины по межосевому расстоянию ( для тихоходной ступени [1] лист 4.3);

 – допускаемое  напряжение контактной выносливости  для прямозубой передачи принимается  для менее прочного звена, в  нашем случае для колеса [.

Тогда  
, устанавливаем * = 160 мм.

 

4.1.2 Ширина зацепления

 

принимаем , а ширину зацепления шестерни

с целью лучшего обеспечения  сборки полного зацепления.

4.1.3Модуль зацепления

 

Устанавливаем стандартный модуль 4,0 мм (ГОСТ 9563 – 60) 

4.1.4Число зубьев шестерни и колеса

 

Устанавливаем , что (для прямозубых колес без смещения [8] стр. 242)

 

 

 

4.1.5Геометрические расчеты зубчатого зацепления (см. рис.4.1)

- межосевое расстояние

 

- делительные диаметры

 

 

- внешние диаметры ( диаметры выступов )

 

 

- внутренние диаметры ( диаметры  впадин )

 

 

- толщина зуба на делительном  диаметре

 

4.1.6 Окружная скорость в зацеплении

 

Так как это < 3,5 м/с, то зубчатое зацепление отделим от  подшипников  мазеудерживающими кольцами.

4.1.7 Усилие в зацеплении.

-  окружные

 

 

 

 

Рисунок 4.2 Схема нагружения усилий в зацеплении тихоходной ступени.

- распорные

 

4.1.8 Проверочные расчеты контактной и изгибной выносливости

 

 

где – коэффициент внешней динамической нагрузки, исходя из среднего режима нагружения [1] лист 4.5 ;

       - коэффициент неравномерности нагрузки по зубьям, при 8-ой степени точности

 – коэффициент неравномерности  нагрузки по длине зуба, при

   и НВ350

- коэффициент внутренней динамичности при 9-ой степени точности и  

 – коэффицент  формы зуба, для несмещенной передачи 

 

 

Тогда

 

что < =540 МПа

 

 

Вывод: полученные размеры  зубчатого зацепления тихоходной ступени  обеспечивают прочность по контактной и изгибной выносливости.

 

 

 

 

 

4.2.Быстроходная  ступень

 

 

 

 

Рисунок 4.2 Расчетная схема цилиндрической косозубой передачи.

 

4.2.1 Допускаемое напряжение контактной выносливости для косозубой передачи

 

4.2.2 Межосевое расстояние из условия, что на этом межосевом расстоянии пока установлена не раздвоенная ступень

 

где и - мощность и частота вращения промежуточного вала

       – угол наклона зубьев (предварительно );

- условный угол воспринимаемого  смещения ( передача без смещения)

- для быстроходной  ступени коэффициент ширины венца  по межосевому расстоянию ()

  - также как для тихоходной ступени ( см. п. 4.1ПЗ)

 

устанавливаем

4.2.3 Ширина зацепления ( суммарная )

 

устанавливаем суммарное , а так как согласно схемы ступень раздвоенная, то , .

 

 

 

Рисунок 4.3 К определению  ширины зацепления.

4.2.4 Нормальный модуль зацепления

 

по ГОСТу 9563 – 60 .